鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設(shè)計 設(shè)計說明書
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1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 設(shè)計題目:帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計 目錄 設(shè)計任務(wù)書…………….………………………………….2 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5 五、傳動零件的設(shè)計計算………………………………….….6 六、軸的設(shè)計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇
2、及校核計算………………………….…19 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………22 九、連軸器的選擇 十、潤滑方式及密封設(shè)計 參考資料 機械課程設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 題目:帶式運輸機傳動裝置 設(shè)計條件: 1. 運輸帶工作拉力: F= 1500 KN(根據(jù)課本參數(shù)表和小組分配之后選取得到) 2. 運輸帶工作速度: V= 1.1 m/s。(數(shù)據(jù)來源同上) 3. 滾筒直徑: D= 220 mm 4. 滾筒效率: ?=0.96(包括滾筒與軸承的效率損失)。 5. 工作情況: 兩班制, 連續(xù)單向運轉(zhuǎn), 載荷較平
3、穩(wěn). 6. 使用壽命: 8 年 7. 工作環(huán)境: 室內(nèi)工作,有灰塵,環(huán)境最高溫度35度 8. 動力來源: 電力,三相交流,電壓380V/220V; 9. 檢修間隔期: 四年一次大修、二年一次中修,半年一次小修。 10. 運輸帶速度允許誤差: 5%; 11. 制造條件及生產(chǎn)批量:一般機械廠制造,小批量生產(chǎn). 設(shè)計要求: 1. 減速器裝配圖1張(A0或A1) 2. 軸零件圖1張 3. 齒輪零件圖1張 4. 編寫設(shè)計說明書1份 一 傳動方案的擬定 根據(jù)小組分配,在各個傳動方案中選擇二級展開式圓柱齒輪減速器,其主要特點是:傳動比一般為8~
4、40,用斜齒、直齒或人字齒,其中高速級一般用斜齒,低速級可做成直齒,結(jié)構(gòu)簡單,應(yīng)用廣泛;它是二級齒輪減速器中應(yīng)用最廣泛的一種,齒輪相對軸承為不對稱布置,因而沿齒向載荷分布不均,要求軸有較大的剛度,高速級常用圓柱斜齒輪,低速級可用直齒輪。高速級齒輪布置應(yīng)遠離輸入端,這樣,軸的扭轉(zhuǎn)變形將能減小軸的彎曲變形引起的載荷沿齒寬發(fā)布不均現(xiàn)象。用于比較平穩(wěn)的場合。如下圖為其傳動方案簡圖: 二 電動機的選擇 1選擇電動機類型: 根據(jù)面前任務(wù)書給定的工作條件,選擇Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電機。 2.確定電動機的輸出功率(即工作機所需功率): (1)總效率
5、: 由設(shè)計手冊表選取η軸承=0.98、η聯(lián)軸器1=0.99、η聯(lián)軸器2=0.99、η卷筒=0.96、η齒輪傳動=0.97;又由設(shè)計可知,需要3對軸承、2個聯(lián)軸器、2對齒輪傳動,故總效率: 得η=0.983*0.99*0.99*0.96*0.972 =0.83. (2)工作機所需功率: 工作機所需功率Pd=Pw/η 工作機輸入功率Pw =FV/1000 根據(jù)設(shè)計條件,F= 1500 N,V= 1.1 m/s 結(jié)論:電動機輸出功率(即工作機所需功率) Pd=1.988 kw 3確定電動機的轉(zhuǎn)速:由運輸帶的工作速度V=Dn/(60X1000) 得:
6、 卷筒的轉(zhuǎn)速n= 60 X 1000v/D=95.54 r/min 因為二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般為8~40,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:nm=n*(8~40)=(764.32~3821.6)r/min. 4.綜上所述,得出結(jié)論: 符合這范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速有1000、1500兩種,通過對比選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的較合適,故擬選用電動機類型為: Y 112M-6——額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=940r/min,額定轉(zhuǎn)矩為2.0N.m,極數(shù)為6,質(zhì)量45kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1.計算總傳動比: i=nm/nw=940
7、/95.54=9.84 而二級傳動中有:i=i1*i2 2.分配各級傳動比 考慮到各級傳動機構(gòu)的傳動比ii≤8,原則上要使各級傳動承載能力大致相等;使減速器的尺寸與質(zhì)量較??;使各級齒輪圓周速度較?。徊捎糜驮櫥瑫r,使各級齒輪副的大齒輪浸油深度相差較小,因此大齒輪的直徑要相近. i1≈(1.3~1.5)i2 所以:i1=3.58, i2=2.75 i1、i2依次為Ⅰ、Ⅱ軸,Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動比 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 本傳動裝置從電動機到工作機有三軸,依次為Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ 軸,則: (1) 各軸轉(zhuǎn)速:
8、 第I 軸:nⅠ=940r/min; 第Ⅱ軸nⅡ=nⅠ/i1= nm/ i1=940/3.58=262.57r/min; 第Ⅲ軸nⅢ=nⅡ/i2=940/9.84=95.54r/min; 其中,Ⅰ軸是高速軸,Ⅲ軸為低速軸;i1、i2依次為Ⅰ、Ⅱ軸,Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動比 (2) 各軸功率: PI=Pdη01 =1.9880.990.98=1.9288kw; PII=PIη12=1.92880.980.97=1.8335kw; PIII=PIIη23=1.83350.980.970.96=1.6732kw; 式中,Pd為電動機軸輸出的功率,kw;PI、PII、PIII為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ
9、軸的輸入功率;η01、η12、η23依次為電動機軸與I軸,Ⅰ、Ⅱ軸,Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動效率。 (3) 各軸轉(zhuǎn)矩 Td=9550Pd/nm=9550*1.988/940=20.197Nm; TI=Tdη01=20.197*0.99*0.98=19.595Nm; TII=TIi1η12=19.5953.580.980.97=66.686Nm; TⅢ=TIIi2η23 =66.6862.750.980.970.96=167.354Nm; 式中,Td為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩,;TⅠ、TII、TⅢ為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩
10、. 五、傳動零件的設(shè)計計算 1. 初選聯(lián)軸器類型和型號: (1)聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 Nm≤[T] 因為整個運輸裝置沖擊載荷不大,工作環(huán)境多塵,考慮維護方便,初選滾子鏈聯(lián)軸器.型號GL1 GB/T6069 –2002 2. 各齒輪的設(shè)計及選擇: (1)Ⅰ軸小齒與Ⅱ軸大齒的配合的設(shè)計計算 根據(jù)前面所述,已知: 輸入功率PI=1.9288kw,
11、I軸上小齒輪轉(zhuǎn)速nⅠ=940r/min,高速級齒輪傳動比i1=3.58, 低速級齒輪傳動比i2=2.75 <1.選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù) 1) 按圖(c)所示的傳動方案,選用直齒輪傳動。 2) 運輸機為一般 工作機,速度不高,故選用7級精度。 3) 材料選擇:根據(jù)其工作條件,在滿足使用性能的前提下,使加工制造簡便和經(jīng)濟.選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì),硬度為260HBS,大齒輪材料 為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為220HBS,二者材料硬度差為40HBS。 4) 選小齒輪齒數(shù)Z1=22,大齒輪齒數(shù)Z2=i12Z1=3.5822=79 Z3=22,
12、 Z4=i34Z3=2.7522=61。 2.按齒面接觸強度計算 按式: d1t≥ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ⑴試選載荷系數(shù)kt=1.4 ⑵小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由前一節(jié)運動參數(shù)計算,己知 TI=19.595Nm=1.960 Nmm TII=66.686Nm=6.669Nmm ⑶由課本表10-7選取齒寬糸數(shù)φd =1.05 ⑷由課本表10-6查得材料的彈性影響糸數(shù)ZE =189.8. ⑸由指導(dǎo)書光盤的軟件<<機械設(shè)計輔助糸統(tǒng)>>,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=700MPa, 大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa
13、 ⑹計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (I軸上小齒輪) N1=60n1jLh=609401(283008)=2.166 109 (II軸上大齒輪) N2=602631(283008)=6.060108N2 (II軸上小齒輪) N3= N2 =6.060108 (III軸上大齒輪) N4=60961(283008)=2.212108 ⑺由課本圖10-19取接觸疲勞壽命糸數(shù)KHN1=0.95 K HN2=0.99 K HN3 =0.99 K HN4 =1.06 (8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全糸數(shù)S=1 「бH」1 = KHN1*σHlim1 /S=0
14、.95*700MPa=665Mpa 「бH」2= KHN2σHlim2/S=0.99*550MPa=545MPa 「бH」3 = KHN3*σHlim1 /S=0.99*700MPa=693Mpa 「бH」4 = KHN4*σHlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa 1) 計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入的都為各對嚙合中「бH」較小的值 第一個小齒輪:d1t≥ 第二個小齒輪:d3t≥ (2)計算圓周速度 V==3.1436.143940/(601000)=1.778m/s V34==3.1453.091262.57/(601000)
15、=0.7295m/s (3)計算齒寬b b1=φd d1t=136.143mm=36.143mm b3=φd d3t=153.091mm=53.091mm (4)計算模數(shù)m,齒高h,及齒寬與齒高之比. mt1===1.643mm mt3===2.413mm h1=2.25mt1=2.251.643=3.697mm h2 =2.25mt3=2.252.413=5.429mm ==9.78 ==9.78 (5)計算載荷系數(shù)K 1.查課本10-2表,使用系數(shù)KA=1。 2.根據(jù)V,7級精度,查得動載系數(shù)KV1=1.07 KV3=1.02; 3
16、.按表10-4查得按接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KHB,即得:KHB1=1.308 KHB3==1.312, 4.再根據(jù)齒寬與齒高之比,查得按彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KFB1=1.29 KFB3=1.30 5.查得齒間載荷分布系數(shù)KHa1=KFa1=1,KHa3=KFa3=1(直齒輪)。 故: 載荷系數(shù) K1=KA1KV1KHa1KHβ1=11.0711.308=1.399 K3=KA3KV3KHa3KHβ3=11.0211.312=1.338 (6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: 由于試選的糸數(shù)與實際載荷糸數(shù)十分相近,不必校正.d1= d1t =36
17、.143 d3==53.091*(1.338/1.4) 1/3=52.295mm (7)計算模數(shù)mn mn1==36.143/22=1.643 mn3==52.295/22=2.377 3、按齒根彎曲強度計算 按式: m 1) 確定計算參數(shù) (1) 計算載荷系數(shù) K11=KA11KV11KFa11KFβ11=11.0711.29=1.38 K31=KA31KV31KFa31KFβ31=11.0211.30=1.32 (2) 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=σFE3=268MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=σFE4=210 MPa (3) 查表得彎曲疲
18、勞壽命系數(shù) KFN1=0.90 ,KFN2=0.93, KFN3=0.93, KFN4=0.98 (4) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.3, 得: 191.72 MPa 158.31 MPa (5) 按機械設(shè)計教材10-5表查取齒形系數(shù) =2.72, =2.22 YFa3=2.72. YFa4=2.28 (6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) = 1.57,=1.77 Ysa3=1.57, Ysa4=1.73 (7) 計算大小齒輪的并加以比較: 2.72*1.57/185.54=0.02302
19、 2.22*1.77/150.23=0.02616 大齒輪的數(shù)值大,所以取0.02616 2.72*1.57/191.72=0.02227 2.28*1.73/158.31=0.02492 大齒輪地數(shù)值大,所以取0.02492 2)設(shè)計計算: =1.41 =2.05 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取=2.0 mm =2.5 mm,已可滿足齒根彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按前面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 ==36.143/2=18.07 取Z1=19,則Z2=i12Z
20、1=193.5869 ==52.295/2.5=20.92 取Z3=21,則Z4=Z3i34=212.7558。 4幾何尺寸計算: 1) 計算分度圓直徑 d1=z1m1=19*2=38mm d2=z2m1=69*2=138mm d3=z3m3=21*2.5=52.5mm d4=z4m3=58*2.5=145mm 2) 計算中心距: =(38+138)/2=88mm 3) 計算齒寬 =1.0538mm=39.9 mm。 圓整后取B2=40mm,B1=45mm =1.0552.5mm=55mm 圓整后取B4=55mm,B3=60mm。 六 軸的設(shè)計計
21、算 A. I軸的設(shè)計及計算 I軸的初步結(jié)構(gòu)圖 1. 求作用在齒輪上的力 圓周力:Ft1== N=1031.58N; 徑向力:Fr1= Ft1=1031.580.3640=375.46N (圓柱直齒無軸向力) 2. 初步確定軸的最小直徑,同時選用聯(lián)軸器 I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2。為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.考慮裝拆維護方便,而工作環(huán)境又為多塵.選用滾子鏈聯(lián)軸器. 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.
22、197Nm =26.256 Nm≤[T] 聯(lián)軸器型號:GL1聯(lián)軸器 GB4323-2002 公稱轉(zhuǎn)距:40N.m。許用轉(zhuǎn)速為3600r/min ,直徑取20mm,L1=38mm,即I軸的最小直徑為d1-2=20mm 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 結(jié)構(gòu)形式如下: (1)﹑根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求,1-2軸段右端需制出一軸肩,故取2-3段的直徑d2-3=24mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,軸端擋圈同時取28mm.1-2段的長度應(yīng)比L1短一些,現(xiàn)取L1-2=36mm. 2
23、)初步選擇滾動軸承。因軸承并不受軸向力的作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=24mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓柱滾子軸承N205E,其尺寸為d*D*B=25mm*52mm*15mm,故d3-4=d7-8=25mm, 齒輪的左端與左軸承之間采用軸肩來進行軸向定位,參考B=15所以L3-4=15+s=23mm。(取s=8mm)由手冊查得N205E軸承的da =30mm,所以取d4-5==30mm,。 3) 由于齒輪直徑小,因此做成齒輪軸。所以軸段5-6的分度圓直徑d5-6=38mm。已知齒輪B1=45mm,故取L5-6=45mm,N205E軸承B=15
24、mm,故取L7-8=15mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離L=20mm,故取L2-3=40mm。 5) 齒輪與箱體需要一段距離,取該距離15mm,考慮箱體鑄造誤差,滾動軸承距箱體又有一段距離,取s=8mm.故23mm. 6) II軸上小齒輪齒寬B3=60.(L4-5大約要大于100) (2) 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,根據(jù)d1-2 =20mm 選用平鍵為b*h=6 X 6mm,鍵長22mmm,配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配
25、合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6. (3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊,取軸端倒角為2.0*450.各軸肩處的圓角半徑1mm. B 、II軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 II軸的初步結(jié)構(gòu)圖 1、 作用在齒輪2上的力 Ft2==2*66.96X1000/138N=970.43N; Fr2= Ft2 tana=353.21N 作用在齒輪3上的力 Ft3==2*66.96X1000/52.5N=2540.57N; Fr3= Ft3 tana=924.69N,其中標(biāo)準(zhǔn)齒輪壓力角a= 2、初步計算軸的最小直徑 先按扭轉(zhuǎn)強度d計算。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。
26、根據(jù)手冊,取A0=112,于是得 dmin≥112=21.4mm。 1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)初步選擇滾動軸承。因軸承并不受軸向力的作用,徑向載荷較大.故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓柱滾子球軸N206E,其尺寸為d*D*B=30mm*62mm*16mm,故d1-2=d7-8 =30mm.左端軸承采用軸肩進行軸向定位,根據(jù)選用的軸承da=36mm因此取d2-3=36mm.為了使套筒與軸承壓緊,取L1-2 =16mm. (2)由于左齒輪直徑小,因此做成齒輪軸,所以軸段3-4的分度圓的直徑d3-
27、4=52.5mm.此處為齒輪軸,不必對齒輪進行軸向定位,又已知齒輪B3=60mm,故取L3-4=60mm。左齒輪與箱體距離適宜地初取為16mm,同時考慮箱體鑄造誤差,滾動軸承的位置距箱體有一段距離,取距離s=8mm,故=16+8=24mm (3)取安裝右齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=34mm,齒輪的左端與采用軸肩進行軸向定位。軸肩高度h>0.07d,故取h=3,則軸環(huán)的直徑為=40;軸環(huán)的寬度b>=1.4h,因此取=5mm.已知齒輪B2=40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于B2,故取L6-7=37mm。 (4)考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承的位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁
28、一段距離s,取s=8mm,已知齒輪距離箱體a2=16mm,滾動軸承寬度B=16mm 則: L7-8= s+ a2+B+(40-37)= 8+16+16+3=43mm 取兩齒輪之間的距離c=20mm,則L4-5 =c-b=20-5=15mm, 5-4段保持與2-3段水平,故d2-3 =d4-5=36mm. 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2)軸上零件定額周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。查手冊,根據(jù)輪轂處直徑d6-7 =34mm,選用平鍵為b*h=10mm*8mm,鍵長28mmm,配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的
29、,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 3)確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊,取軸端倒角為2.0*450,各軸肩處的圓角半徑為1mm。 3. 求軸上的載荷 總受力圖: 水平受力圖 水平力矩圖 垂直受力圖 垂直力矩圖 合成力矩圖轉(zhuǎn)矩圖 作為簡支梁的軸的L=164,L1=61.5mm,L2=70mm,L3=32.5mm。如軸的初步結(jié)構(gòu)簡圖顯示。根據(jù)以上計算簡圖可知截面B是軸的危險截面?,F(xiàn)將計算出的截面B處的MH﹑MV及M的的值列于下表: 載 荷 水平面H
30、 垂直面V 支反 力 FNH1=1780.17N, FNH2=1730.83N FNV1=507.94N, FNV2=63.54N 彎 矩M MH1=109480N*mm MH2 =56252N*m MV1=31238N*mm, MV2=2065N*mm 總彎矩 M1==113849N*mm M2==56290N*mm 扭矩T T2=66686N*mm 4、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度。取=0.6, W為軸的抗彎截面系數(shù).截面C的
31、W為0.1*d3 則軸的計算應(yīng)力:==14.61MPa 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表得[]=60MPa。因此<[],故安全。 C,III軸的設(shè)計計算 1. 求出作用在齒輪上的力: 查前面的計算,已知:轉(zhuǎn)矩:TIII=167.354Nm 輸入功率: PIII =1.6732Kw 轉(zhuǎn)速: nⅢ=95.54r/min 低速級大齒輪的分度圓直徑:d4=145mm 求: Ft4===2308.33N Fr4=Ft4* tana=840.16N 說明:其中a=20,圓柱直齒齒輪沒有受軸向力,而當(dāng)需要強度校核時,以上數(shù)據(jù)便是基本的依據(jù).過
32、程可參照II軸進行強度校核. 2、初步計算軸的最小直徑 先按扭轉(zhuǎn)強度d計算。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)手冊,取A0=112,于是得: d3≥112=29.08mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2。為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka*Td,查表取KA=1.3,則 Tca=Ka*TIII=1.3 *167.354N*m=217.56N*m。按照計算轉(zhuǎn)矩TCA應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,因無軸向力作用,查手冊,并參照前面選用的聯(lián)軸器,依舊選用滾子鏈聯(lián)軸器 型號:GL6 GB/T6069-20
33、02 其公稱轉(zhuǎn)矩為400N*m,選用半聯(lián)軸器的孔徑的d1=32mm,故取 d1-2 =32mm,半聯(lián)軸器長度L=82mm。 一﹑根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)半聯(lián)軸器與軸配合的長度L=82mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故1-2段的長度應(yīng)比L短一些,現(xiàn)取L1-2=80mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承并不受軸向力的作用, 但徑向載荷的傳遞較大.故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d3≥29.08mm,由設(shè)計手冊中初步選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓柱滾子軸承N207E,其尺寸為d*D*B=35mm*72mm*17mm,故d2-
34、3=d7-8 =35mm。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由該滾動軸承da=47mm而B=17mm,因此取d3-4=47mm,=17mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段5-6的直徑d5-6=50mm,查前面的計算已知齒輪B4=55mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于B4,故取L5-6=52mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h>0.07d,立即可算出h=3.5,則軸環(huán)處的直徑d4-5=58mm為宜。軸環(huán)寬度b>=1.4h,因此取L4-5=12mm。 (4)軸承端蓋的總寬度為25mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離L=30m
35、m,又滾動軸承寬度B=17mm.故取L2-3=72mm。 (5)右端滾動軸承與齒輪用軸套進行軸向固定,查手冊,此處軸肩2mm,因此=39mm. (5)考慮II軸與III軸的配合關(guān)系,則取L6-7=26mm,L3-4=85 mm。 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。 二﹑軸上零件定額周向定位 齒輪﹑半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪4按d5-6 =50mm,由手冊查得平鍵尺寸b*h=14mm*9mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,鍵長為40,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。同樣,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為b*h=10mm*
36、8mm,鍵長63mm,配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差m6。 三﹑確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊,取軸端倒角為2.0*450,各軸肩處的圓角半徑為1.0mm 七.軸承的選擇計算 一、I軸: 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,在其過程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N205E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核. 1. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2: 查手冊得Cr=27.5KN 、C0r=26.8KN. I軸上得小齒輪受到的力: Fte1=1031.58N;Fre1= 375.46N 分度圓直徑:d1=38mm。 根據(jù)
37、力學(xué)分析可算得:Fr1v=159.98N、Fr2v=215.48N
Fr1H=340.63N、Fr2H=690.95N
故:Fr1==376.32N、Fr2==723.77N。
2. 求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2:
查手冊,無軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當(dāng)量動載荷公式為:
Pr=Fr
故P1=Fr1 =376.32N
P2=Fr2 =723.77N
3. 驗算軸承壽命:
因為P1
38、E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核. 1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2: 查手冊得Cr=36.0KN 、C0r=35.5KN. II軸上的小齒輪受到的力: Fte3=2540.57N;Fre3= 924.69N 而大齒輪受到的力: Fte2=970.43N;Fre2=353.21N。 根據(jù)力學(xué)分析可知軸承上各個坐標(biāo)力與簡化之后的簡支梁其支反力是一一對應(yīng)的, 計算得到: Fr1v=507.94N、Fr2v=63.54N Fr1H=1780.17N、Fr2H=1730.83N 故:Fr1==1851.22N、Fr2==1731.99N。 2.
39、求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2: 查手冊,忽略軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當(dāng)量動載荷公式為: Pr=Fr 故P1=Fr1 =1851.22N P2=Fr2 =1731.99N 3驗算軸承壽命: 因為P1>P2,所以按P1進行驗算,取ε=10/3 Lh==156428.63h=32年>8年 故所選軸承可滿足壽命要求。 三、III軸: 根據(jù)III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,在其過程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N207E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核. 4. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2: 查手冊得Cr=46.5KN 、C0r=48KN. III軸上的大齒輪受到
40、的力: Fte4=2308.33;Fre4= 840.16N 根據(jù)力學(xué)分析可算得:Fr1v=492.41N、Fr2v=347.75N Fr1H=1352.89N、Fr2H=955.44N 故:Fr1==1439.71N、Fr2==1016.76N。 5. 求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2: 查手冊,無軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當(dāng)量動載荷公式為: Pr=Fr 故P1=Fr1 =1439.71N P2=Fr2 =1016.76N 6. 驗算軸承壽命: 因為P1>P2,所以按P1進行驗算,取ε=10/3 Lh==187178h=38>8年 故所選軸承可滿足壽命要求。 八
41、.鍵聯(lián)接的校核計算 在前面的設(shè)計軸結(jié)構(gòu)時初步確定了各鍵的基本尺寸,現(xiàn)在只需分別對其進行強度校核。 [σp]=100~120MPa,取[σp]=110MPa。 一、I軸:聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為b*h=6mm*6mm,鍵長22mmm,配合為H7/k6。 由公式: σp==29.69MPa﹤[σp] 說明:平鍵l=鍵長L; k=0.5h; T為傳遞的轉(zhuǎn)距,即T=(N*m) 故符合要求。 二、II軸:齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪2選用平鍵為b*h=10mm*8mm,鍵長28mmm,配合為H7/k6。 同理由
42、公式: σp=35.02MPa﹤[σp] 故選用是合理的。 三、III軸:齒輪﹑聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪輪轂部位的平鍵尺寸由前面軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計初步確定為:b*h=14mm*9mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,鍵長為40mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。而半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用的平鍵尺寸為b*h=10mm*8mm,鍵長63mm,配合為H7/k6。 同理由公式σp= 計算得: 齒輪﹑半聯(lián)軸器與軸的周向定位用鍵: σp=37.19MPa <[σp] 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接用鍵: σp=4
43、1.50MPa﹤[σp] 故選用合理。 九.聯(lián)軸器的選擇 在軸承結(jié)構(gòu)時己經(jīng)考慮其工作條件而確定好了 十 . 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 1、潤滑 1) 齒輪的潤滑 由于減速箱中的齒輪是閉式齒輪傳動,而且齒輪的最高轉(zhuǎn)速小于12m/s,所以采用浸油潤滑,浸過大直齒輪的一個齒高,而且不小于10mm為宜。通過浸油在齒輪傳動中,齒輪把潤滑油帶到嚙合面上,同時也飛濺到箱壁上,借以散熱. 2)軸承的潤滑 通過齒輪的轉(zhuǎn)動把潤滑油甩到四周的箱壁上,然后通過槽引到軸承中,實現(xiàn)軸承的潤滑. 2) 潤滑油的選擇 由于減速箱的負(fù)載不大,閉式齒輪傳動等因素,而潤滑油的粘度根據(jù)工作圓周速度1
44、.1m/s,需要較小粘度值的潤滑油,綜合以上因素選潤滑油為全損耗糸統(tǒng)式用油L-AN22 GB443-1989 2、密封 減速箱的密封主要是軸承端的密封,密封方式采用氈圈油封.其基本尺寸按與之配合的軸對應(yīng).密封的主要目的主要是防止軸承中的潤滑油漏出.使軸承過度發(fā)熱從而縮短軸承的壽命,降低工作效率. 參考資料 1. 濮良貴、紀(jì)名剛主編. <<機械設(shè)計>>(第八版).北京:高等教育出版社,2006.5 2. 吳宗澤、羅圣國主編.<<機械設(shè)計課程設(shè)計手冊>>(第3版).北京:高等教育出版社.2006.5 3. 數(shù)字化手冊委員會主編.機械設(shè)計手冊(軟件版) 4. <<機械設(shè)計課程設(shè)計手冊>>其附帶光盤的”機械零件設(shè)計輔助糸統(tǒng)”
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